汽车制动稳定性分析

汽车制动稳定性分析

0汽车制动稳定性的影响随着道路上汽车流量的增加，汽车交通事故也在增加。在几起交通事故中，由于转向滑动和转向距离过长，遏制侧滑动和制动距离的比例较大。因此,汽车的制动稳定性及制动效率,直接关系到人民的生命财产安全,同时也是汽车安全运行的重要保障。要提高汽车的制动性能,通常有以下两种方法:a.提高车轮与地面间附着系数。b.改善汽车的前、后轴制动力分配。这里着重阐述第2种方法。1基于汽车前后轴的理想动力分配性能1.1制动动力学方程单个车轮制动时,如果忽略滚动阻力及回转惯性,其受力分析,如图(1)所示。根据力学方程得:Ν=GFB=ΜuReFB=Gj路面对车轮的制动动力受附着条件限制,其数值不可能大于车轮与路面间的附着力,即:FB≤Fφ=Gφ当制动力增大到FB=Fφ时,车轮即被抱死(ω=0),并在路面上滑移。1.2gal、jhp、fb三种常用力学方程当汽车制动时,其受力分析如图(2)所示,由力学方程得:Ν1=GaL(L2+jhg)(1)Ν2=GaL(L1+jhg)(2)FB=FB1+FB2=Ga⋅jg1.3制动力的计算要使汽车在制动时的总制动力FB达到最大时,应使前、后轴的制动力FB1、FB2在同时达到其最大值Fφ1、Fφ2,即前、后轮同步抱死。此时FBI1=Fφ1=N1φ(3)FBI2=Fφ2=N2φ(4)将式(1)、式(2)分别代入式(3)、式(4)中,得:FBΙ1=Ga⋅φL(L2+jhg)=Ga⋅φL(L2+qh)(5)FBΙ2=Ga⋅φL(L1+jhg)=Ga⋅φL(L1+qh)(6)其中q=jg为制动强度。在前、后轮同步抱死时:FBI=FBI1+FBI2=Ga·q=G·φ即q=φ,此时前、后轴的制动力即为理想制动力。根据汽车相关的参数及式(5)、式(6)即可得出不同路面附着系数φ的前、后轮制动力的关系曲线,即理想的制动力分配曲线,简称I线,如图(3)所示。2制动力分配系数设在某一制动强度q下,前轮已抱死(FBI1=Fφ1),而后轮尚在滚动(FBI2<Fφ2),其总制动力FB=Fφ1+FB2(7)由式(5)代入式(7)得Fφ1与FB2的函数关系:Fφ1=f(FB2)=φL-φh(GaL2-hFB2)(8)其图线如图(4)中虚线所示的以φ为变参数的直线族。同样当后轮先抱死时,可得到Fφ2与FB1的函数关系;其图线如图(4)中实线所示的以φ为变参数的直线族。对应于同一φ值的前、后轮移滑界限的交点,即为该φ值下的前后轮同步抱死点,该点必在I线上。设β=FB1FB2‚即为制动力分配系数。按照理想的制动力分配要求,系数β是可变的,但实际制动力分配特性多为线性,这种特性线称为β线,其除了有少数几个点与I线相交外,其余点均不在I线上,β线与I线基本上是相离的,如图(5)所示,因而不可能在所有附着系数和汽车装载情况下都使汽车实现理想制动。β线与I线的交点M称为同步抱死点,此时的附着系数φ0称为同步附着系数。例如,当β线处于I线下方时,汽车在附着系数为φa的道路上制动,前轮先抱死滑移,此时虽然已丧失转向操纵性,不能在弯道上转弯,但汽车仍保持良好的直行稳定性。而当β线处在I线在上方时,汽车在附着系数为φb的道路上制动,后轮先抱死而丧失横向附着,出现跑偏、甩尾现象,严重时甚至自动调头。因此,前、后轴制动力分配系数β的确定,是在保持汽车制动稳定性的前提下,尽量提高制动效能,即在一定的制动强度q范围内,前轮首先抱死,并在相同的制动力矩下获得尽可能大的总制动力。联合国欧洲经济委员会汽车制动法规对前、后轴制动力分配规定:在各种装载情况下,轿车在0.15≤q≤0.8,其它车辆在0.15≤q≤0.3的范围内,前轮必须首先抱死,在车轮尚未抱死情况下,在0.2≤φ≤0.8的范围内,制动强度应满足q≥0.1+0.85(φ-0.2)。3调节部分调节制动力为保持汽车的制动稳定性,提高制动性能,许多汽车都在后制动管路中串联一个压力调节装置,来调节后轮制动器的输入压力,以改变前、后轴制动力分配。五菱汽车使用的制动液压调节装置——后轮压力滞后比例阀(简称滞后比例阀)是由我厂与柳州制动器厂引进国外的技术联合开发出来的一种新型非感载式比例阀,其性能比较先进,目前在国内的其它汽车上还很少采用。3.1总泵输出中压pa>p2ppb时滞后比例阀是由一个比例阀与一个滞后阀并联而成的组合阀,其结构如图(6)所示。当总泵输出低压(P1≤Pa)时,前、后轮压力相同,即P1=P2;当总泵输出中压(Pa<P1≤Pb)时,前、后轮压力按比例关系增长;当总泵输出高压(P1>Pb)时,比例阀关闭,滞后阀开始工作,前、后轮压力同步增长,并且保持后轮压力低于前轮压力一个滞后值,即P1-P2=△P0,其输入——输出特性如图(7)所示。3.2滞后阀的使用滞后比例阀的具体结构如图(6)所示:皮圈5装在阀芯4的左、右肩间,其右端面有半球型凸起,左端面及外圈紧贴着壳体10。阀芯在比例阀弹簧6及液压作用下可左右移动,当阀芯右肩与皮圈离开时,比例阀打开,输入腔(M腔)与输出腔(N腔)连通;当阀芯右肩与皮圈接触时,比例阀封闭,M腔与N腔的下部密封。皮碗9左端卡在活塞8右端面,组成滞后阀阀门,活塞8与皮碗9在滞后阀弹簧7及液压作用下可左右移动。当皮碗与壳体接触时,滞后阀关闭,M腔与N腔在上部密封;当皮碗离开壳体时,滞后阀打开,M腔与N腔连通。3.3p2p较高,输出压力滞后工作原理如图(8)所示:在不考虑弹簧力变化的情况下设输入压力P1对阀芯的作用面积为:A1=π4(D22-D12)输出压力P2对阀芯的作用面积为:A2=π4D22P1对皮碗的作用面积为:A3=π4D32P2对皮碗的作用面积为:A4=π4D42不制动时,阀芯在比例阀弹簧的作用下,在左肩压在皮圈右端面,此时比例阀打开导通,M腔与N腔导通,此时P1=P2=0。制动时,随踏板力的增加,P1增大,其输出P2的增大过程分为如下几个阶段:(1)0<P1<PaM腔对阀芯作用力为FM1=P1A1+Q1N腔对阀芯的作用力FN1=P2A2因FM1>FN1,阀芯左肩与皮圈接触,阀芯与皮圈间导通,M腔与N腔导通,P1=P2,如图(7)0A段所示:(2)P1=P2=Pa(如图中拐点A)随着P1增大,FM1、FN1均增大,由于A2>A1,FN1的增大速度大于FM1的增大速度,当P1=P2=Pa时,FM1=FN1,阀芯达到瞬间平衡:即Ρ1A1+Q1=Ρ2A2(9)Ρa=Q1A2-A1Ρa为比例阀封闭临界压力(3)Pa<P1<Pb当P1继续增大,FN1>FM1,阀芯平衡被破坏,阀芯向右移动,右肩接触皮圈,关闭比例阀,此时P2不增加,FM1随P1增大到FM1=FN1,出现新的平衡,当FM1>FN1时,平衡又被破坏,阀芯向左移动,离开皮圈,比例阀导通道,P2增大,FN1增大……如此反复,活塞与皮圈不断地接触、离开,比例阀不断地封闭,打启,使阀芯保持一种动态平衡,维持P1与P2的关系式(9)。如图(7)中的AB段所示。同时,由于比例阀的作用,使M腔、N腔产生压力差P1-P2=△PM腔对皮碗的作用力FM2=P1A3(A3值是一个变量,并随△P的变化而变化)。N腔对皮碗的作用力FN2=P2A4+Q2当△P=0时,皮碗在滞后阀弹簧的作用下压缩壳体,滞后阀关闭。当0<△P<△Pb时,皮碗唇口皮膜内外两侧压力不一致,皮膜向外膨胀,A3变大,如图(9)中的虚线所示。此时,FM<FN皮碗仍压迫壳体,滞后阀关闭。(4)P1=Pb当P1=Pb时,A3增大到A4,皮碗处于临界开启状态,此时滞后阀阀门达到平衡。FΜ2=FΝ2Ρ1A3=Ρ2A4+Q2Ρ2=Ρ1-Q2A4(10)代入式(9)得Ρb=Ρ1=A4Q1+A2Q2A4(A2-A1)Pb为滞后阀开启临界压力,如图(7)中B点。(5)P1>Pb随着P1增大,FM1增大,滞后阀平衡被破坏,活塞及皮碗向左移动,皮碗与壳体分离,滞后阀打开,M腔与N腔连通;P2增大,FN2增大;当FN2>FM2时,活塞及皮碗向右移动,皮碗又与壳体密封,滞后阀关闭。如此反复地打开、关闭,使滞后阀阀门维持一种动态平衡,保持Ρ1-Ρ2=Q2A4,如图(7)中BC段。△Ρ0=Q2A4称为输出压力滞后值。在此阶段FN1>FM1,比例阀关闭。4推行压力滞后比例阀由于汽车前、后轴制动力FB1、FB2与管路压力P1、P2成正比。FB1=K1P1FB2=K2P2故可将比例阀的输入——输出特性转为β线,如图(10)所示。如前所述,I空线与β线的交点A即为汽车空载工况下,前后轮同位抱死点,表明空载状况下的汽车在制动强度q<qa范围内,前轮首先抱死,以保持汽车制动稳定性。其中,同步附着系数qa根据车型而定。由于总制动力FB=FB1+FB2=Gaq随载荷增大,Ga也增大,在相同制强度q情况,所需制动力FB也增大。设在满载状况下,总泵输出压力为P0时,采用普遍比例阀所得到的制动力FB=FB1+FB01+FB02而采用滞后比例阀时,所得到的制动力FB=FB1+F′B02由于F′B02>FB02故F′B>FB因此滞后比例阀的采用,提高了汽车满载状况下的制动效能,从而避免汽车满载时后轮制动力上不去,制动距离过长等缺陷。后轮压力滞后比例阀是一种新型非感应式比例阀,跟普通非感式比例阀一样,有不足之处,在汽车空载状况下,当制动强度q>φ0时,会出现后轮先抱死,产生不良影响;在汽车满载状况下减